CC BY
0
УДК 629.424.3
Паламарчук Т.Н., Крутоус Н.С.
РЕЗЕРВЫ ПОВЫШЕНИЯ АНТИКАВИТАЦИОННЫХ СВОЙСТВ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Palamarchuk T.N., Krutous N.S.
RESERVES FOR IMPROVING THE ANTI-CAVITATION PROPERTIES OF
CENTRIFUGAL PUMPS
Введение
Выпускаемые в настоящее время секционные однопоточные насосы типов ЦНС(К), ЦНСГ, НЦС, НЦСР и др. широко применяются в различных отраслях промышленности:
металлургической, химической, в системах тепло- и водоснабжения, теплоэнергетики, нефтедобычи и рудничном водоотливе. Насосы были разработаны в конце 50-х гг. прошлого столетия и с того времени их гидравлическая схема и секционная компоновка не претерпели сколько-нибудь существенных изменений, несмотря на проводимые этапы модернизации (АЯП - МС - ЦНС -НСШ - ЦНС МП - ЦНСУН) [1, 2, 3].
Центробежные многоступенчатые секционные насосы (ЦСН) в горизонтальном исполнении являются по многим показателям наиболее предпочтительными и перспективными машинами для перекачки сточных и рудничных вод. Проводимые ведущими отечественными насосостроительными предприятиями работы по освоению выпуска новых ЦСМ с подачами от 13 до 180, 300, 315, 400 и 850 м3/ч и напорами от 44 до 1000 м [4] направлены, в основном, на повышение их надежности. Конструктивное совершенствование этих насосов
затрагивает элементы проточной части, уплотнений рабочих колес и уравновешивающих устройств.
Однако, при этом, отмечается [5, 6, 7], что серийно выпускаемые и новые, прошедшие модернизацию секционные однопоточные насосы по-прежнему не удовлетворяют современным
требованиям как с точки зрения их экономичности, так и надежности работы. Согласно оценке [8] среднее значение КПД стационарных насосных установок (СНУ), с учетом потерь в насосах, в трубопроводах и эксплуатации агрегатов в
неэкономичных режимах, составляет от 48 до 55%.
Анализ последних исследований и публикаций
В публикациях последних лет специалисты [9, 10] указывают на основные проблемы в насосостроении и эксплуатации насосных установок, перекачивающих пресные,
минерализованные, сточные и рудничные воды. К ним следует отнести вопросы сокращения числа
используемых на насосных станциях типов насосов, обеспечения их максимальной унификации, снижения удельных затрат энергии на перекачку воды, создания более совершенных
уравновешивающих устройств ротора, повышения всасывающей способности и энергетических качеств применяемой насосной техники и надежной защиты базовых деталей насосов от кавитационной эрозии.
Отмечено, что одновременно решить все эти задачи и создать универсальную машину для широкого диапазона применения по условиям эксплуатации с учетом традиционных методов проектирования
высоконапорных секционных насосов и используемой технологии перекачки сточных вод, пока не представляется возможным [11, 12, 13]. Однако, обобщая имеющийся опыт
отечественного насосостроения,
применяемых принципов
конструирования и эксплуатационных методов защиты насосов от недопустимых режимов, авторы исследований приходят к выводу о том, что имеются значительные резервы повышения долговечности и
экономичности ЦСМ. С этой точки зрения важным является установление и правильное понимание факторов, влияющих на функционирование насоса, его ответственных узлов и элементов, лимитирующих срок службы насоса.
Анализируя тенденции изменения характеристик экономичности и надежности насосов за последние годы, авторы [14, 15] указывает на достигнутый предел по уровню эксплуатационного КПД и по всасывающей способности
турбомашины. Показано, что прирост гидравлического качества, особенно в части разработки эффективных антикавитационных решений, требует значительных экономических затрат и не всегда работы завершаются успешно. В этой связи требуется пересмотр некоторых принципов конструирования [16, 17], которые были основаны на
поиске и применении новых эрозионосостойких материалов и совершенствовании проточных частей уже ранее созданной насосной техники.
Цель работы
Рассмотреть основные задачи совершенствования центробежных
насосов, направленных на повышение их всасывающей способности, дать оценку потенциальным резервам и новым техническим решениям,
обеспечивающим повышение
энергоэффективности насосного
оборудования для транспорта, энергетики и водоснабжения.
Основная часть
Среди основных задач
совершенствования лопастных ЦСН остается повышение их всасывающей способности. Лопастные насосы с высокими кавитационными
коэффициентами быстроходности при заданных кавитационных запасах могут иметь большую частоту вращения, а при заданной частоте вращения они могут работать с меньшими кавитационными запасами. При увеличении частоты вращения существенно уменьшаются габариты и масса насосов. В многоступенчатых насосах сокращается число ступеней, что упрощает конструкцию и повышает
энергетические показатели насосной техники.
Повышение антикавитационных свойств ЦМСН позволяет увеличить полезную геометрическую высоту всасывания и, благодаря этому, увеличить откачиваемый объём накопительного резервуара или водосборника. Высокая всасывающая способность насосов дает возможность
расширить диапазон рабочих режимов по подаче, что важно при изменяющихся во времени условиях эксплуатации насосных станций.
Помимо достижения насосами высокой всасывающей способности могут быть получены и другие положительные эффекты, связанные с улучшением антикавитационных
свойств входных ступеней насосов:
- повышение КПД ступени;
- устранение пульсаций давления и расхода, вызванных образованием срывного течения кавитирующего потока;
- снижение уровня вибрации и шума насосного агрегата;
- исключение полностью или уменьшение действия кавитационной эрозии на детали проточной части [4].
Одним из главных условий, определяющих надежную и
экономичную эксплуатацию СНУ,
является обеспечение бескавитационных условий работы ЦНСМ. Как показали объемные исследования [18], более половины рабочей группы насосов постоянно или периодически
эксплуатируются в кавитационных режимах, при этом, в наиболее сложных условиях отмечается «срыв» напорных характеристик. Другими
неблагоприятными последствиями
проявления кавитации в насосах являются: значительный рост уровня вибрации машины; быстропротекающее эрозионное разрушение деталей проточной части первой ступени; ускоренное снижение напорных и кавитационных характеристик.
На рис. 1 показана характерная картина кавитационного износа рабочего колеса насоса со стороны основного диска (а), со стороны ведомого диска (б) и на выходном участке лопасти.
Рис. 1.Характер кавитационной эрозии элементов рабочего колеса первой ступени насоса ЦНС 300 при наработке около 1900 ч
Кавитационный запас, как базовый критерий эффективности насоса, оценивается как превышение удельной энергии потока (полного напора) на входе в насос Евх над удельной энергией
—, соответствующей давлению ра
насыщенного пара перекачиваемой жидкости. В соответствии с указанным определением:
Ah = Е„= — + —
рз
ра 2 д
РЗ
(1)
Уравнение (1) определяет требуемую величину кавитационного запаса, который зависит от конструктивных особенностей насоса. При эксплуатации давление перед входом в насос рвх контролируется с помощью манометра, а скорость при
заданной подаче Q определяется как Увх=4(здесь: Q -подача насоса в рабочем режиме, м3/с; Б - диаметр входной горловины, м)
На основе испытаний частных кавитационных характеристик (рис. 2) при Q=const обычно устанавливают значение А^3%), при котором напор насоса в результате кавитации снижается 3%. Замеренная величина А^3%)
а
принимается за второй критический режим А^кр.2), с началом которого фиксируется заметное изменение мощности и напора. Однако, с учетом того, что образующиеся при этом кавитационные каверны размываются основным потоком в межлопастных каналах до выхода из колеса, кинематика течения, напор и мощность ступени насоса изменяются незначительно.
б
Рис. 2. Частные кавитационные характеристики насоса ЦНС 300-360, полученные для подач 298 м3/ч (1) и 357 м3/ч (2)
Обычно на стадии проектирования разработчиком предусматривается
некоторый запас надежности и в технических условиях (ТУ) и паспорте насоса указывается допустимый кавитационный запас Ahдоn=K•Ah(з%). Для центробежных насосов,
перекачивающих воду, в зависимости от быстроходности насоса формы
лопастей рабочего колеса
(цилиндрические или пространственные) коэффициент запаса К рекомендуется принимать от 1,2 до 1,5.
Однако, как показали наши исследования на испытательном стенде ГП «Петровский завод угольного машиностроения» (г. Донецк), процессы кавитационной эрозии возникают на рабочих колесах значительно раньше той
стадии кавитации, которая
гарантируется паспортными значениями допустимого кавитационного запаса
Лhдоп.
Для насоса ЦНСК 300 (рис. 2), испытанного на режиме, близком к номинальной подаче ^н=298 м3/ч) и полученному значению допустимого кавитационного запаса Ahдоп=4,8 м, кавитационные шумы и рост виброскорости начинали появляться раньше, начиная от Ah=7,3 и до Ah=5,8 м. Для перегрузочного режима на правой границе напорной
характеристики ^=357 м3/ч) при установленном на испытаниях Ahдоп=5,9 м, гидродинамический
кавитационный шум и вибрация
начинали расти при значении кавитационного запаса около 7 м.
Исследования [ 19] также подтверждают, что определение кавитационных параметров на стенде предприятия-изготовителя является недостаточным основанием для оценки риска возможного возникновения кавитации. Например, установлено, что кавитация начинается при значениях Ак значительно превышающих Акдоп. при установленном Ак(3%)=4,5 м
максимальное эрозионное воздействие соответствует Ак=8,5 м, а начало кавитации визуально наблюдается уже при Ак=10,7 м. В работе [20] рассмотрены испытания, при которых начало кавитации регистрировалось при Ак=7,6 м, максимум акустического шума и интенсивных эрозионных эффектов -при 5,6 м, а заметное снижение напора (3%) только при 2м.
Данная закономерность
показывает, что указываемое в ТУ и в паспорте значение Акдоп не всегда достоверно определяет начало кавитации в испытуемом насосе, а измеряемое в процессе работы насоса входное давление рвх не позволяет судить о наличии кавитации. Эксплуатационный кавитационный запас должен
соответствовать уровню удельной энергии в критическом режиме (например, при снижении напора на 3% - Ак(3%)) при известных значениях всех параметров, определяющих главную группу причин появления и развития кавитации.
Полученная в результате этой оценки величина АИкр должна восприниматься как минимальное превышение энергии потока на всасывании насоса над энергией
насыщенных паров перекачиваемой воды, при котором возможна бескавитационная работа насоса. При этом, следует отметить, что те ЦМСН, у которых расчётные значения АИкр будут меньше, имеют лучшие
антикавитационные качества, поскольку они могут обеспечить работу насосной установки без кавитации при большей геометрической высоте всасывания.
Рассмотрим баланс энергий жидкости в потоке для трёх сечений (рис. 3): вх-вх (входной патрубок), 1-1 (входная горловина рабочего колеса) их-х (входная кромка лопасти. Запишем уравнения баланса энергий для сечений вх-вх и 1-1, а затем для 1-1 и х-х:
Ех + ZsL + z =-EL + 2L + z _ h ; (2)
+ ~ + Zex + ~ + z1 ппот.вхЛ; (2)
Pg 2g Pg 2g
Ж. + ZL + z = P*. + + z _п г + e , (3)
/л 1 'Л x пот.1-х 1_х'
Pg 2g Pg 2g
где Ипот.в-1 и Ипот.1-х есть потери энергии между соответствующими сечениями, а е1-х - внесенная энергия в поток между сечениями 1-1 и х-х за счёт работы колеса на этом участке.
Величина Ипот.1-х крайне мала, поэтому ей пренебрегаем. Будем также считать, что Ипот.вх-1+Ипот.1-х=Ипот.вх-х., а разность высот Ъ1-Ъх также есть величина достаточно малая.
С учетом принятых условий, выполним сложение уравнений (2) и (3) и получим
p v p v
Г вх | вх Г X _ X Jy
Pg 2g Pg 2g
(4)
Рис. 3. Участки зарождения кавитации ^)и в центробежном насосе:
а - схема канала рабочего колеса входной ступени; б - характер изменения давления на входном участке и по длине лопасти
Будем считать, что насос работает в режиме начала кавитации, когда давление в точке х (входной участок кромки лопасти, прилегающий к ведомому диску колеса) [18] равно давлению насыщенных паров
откачиваемой шахтной воды рв = рп.. Тогда
РвХ | vex _ Рн.п __£
РЗ
23
РЗ
23
(5)
или, принимая во внимание, что левая часть этого выражения соответствует критическому запасу кавитационной энергии, запишем
AhKr. = — + h„nm (6)
кр 2д пот. вх-х v '
В правой части уравнения (6) содержится скорость Ух, которую следует выразить через другие параметры, легко диагностируемые при эксплуатации и просто определяемые при расчётах. Для этого рассмотрим уравнение (4). В этом
Р1—Рх
уравнении величину - можно
рассматривать как потерю энергии
потока при обтекании входной кромки лопасти. Применяя известные методы определения местных гидравлических потерь, эту величину можно представить, как функцию
коэффициента сопротивления и характерной скорости. В соответствии с рекомендациями В.Б. Шемеля [22] коэффициент сопротивления
(коэффициента кавитации) Хэ следует привязать к характерной скорости, которую здесь следует принимать как относительную скорость безударного входа на лопасть ^1.х. Тогда можно
записать
Vi-Vx РЗ
= Аэ — и на основании
Э 2д
(3) получим
Vi—Ух РЗ
_ л ""1.x _ _ "1.x _ т. /п\
~ Лэ 2д = 2д 2д h"oml-x(7)
или
2 2 2 Vx л ^^i % I ^1 X I 7
Тд =Хэ 17 + 17 + hnomi-x (8)
Подставив полученное значение в (1), получим
2
2
2
^ = АЭ ^г+2х+Wx + Wx-(9)
v_Lx
2д
В этом уравнении потери Ипотл-х принято считать на порядок меньшими, чем потери Ипот.вх-х, поэтому принимаем Ипот.\-х= 0. Потери Ипот.вх-х определяем по
формуле Вейсбаха h
потвх-х
= ^вх Л (^вх
2д
коэффициент сопротивления входного участка насоса, VI - меридианная характерная скорость для входного канала на участке кромки лопасти).
Следует отметить, что для практических расчетов кавитационных параметров [18, 22] скорость VI принимается, согласно теории турбомашин, как среднерасходная. Однако возникновение кавитации следует связывать не со средней осевой скоростью потока в сечении горловины vo или в сечении входного канала на границе кромки лопастей VI, а с максимальной скоростью, которая может значительно превышать среднюю в соответствии с особенностями скоростей жидкости в сечениях при турбулентном течении. Скорость vo (или VI) предлагается корректировать для расчетов кавитационных параметров поправочным множителем ^ который доводил бы значение этой среднерасходной скорости, с учетом указанных потерь Ипот.вх-х, до ее максимального фактического значения.
С учетом поправочного множителя выражение (9.23) представим в виде
л 1 1 1
AhKn = К — + к„ —
кр
2д
Уравнение соотношения w1 =
23,
(10)
kcvi
sin
(10)
с учётом (здесь ks -
коэффициент стеснения, принимаемый для рабочих колес средней быстроходности £¿-1,14) можно преобразовать путем замены
относительной скорости wl при входе в колесо на её составляющие. После замены получим:
для
входного участка
горловины, соответствующего началу расширения входного канала
/17 1 \sinß-iJ
AhKn = Лч—^
кр
2д
+ -, (11)
2д v '
для участка, соответствующего началу кромки лопастей на входе
IKS^LX /17 1 xsinß-i)
AhKn = Ач-^
кр
2д
+ ,
2д
(12)
Рассматривая расчетные методы определения параметра Хэ и результаты экспериментальных исследований
начального этапа кавитации [16, 19, 26], было предложено было обобщить данные о начале кавитации с помощью зависимости коэффициента кавитации от расходного параметра
Чэ = Можно принять,
как это было сделано в работе [4] цэ = Q ~ ^р/(¿н) (здесь: ^ - коэффициент стеснения лопастей на входе; 0р,0н-соответственно, расход жидкости на входе в рабочее колесо для рабочего режима и режима, близкого к номинальному значению подачи насоса).
Коэффициент начала кавитации для участка входной кромки лопасти, примыкающей к ведомому диску, удобно определять по эмпирической формуле [26]:
- для интервала 0,5 < Q < 1
Лэ = 0,25 + 5 ■ (Q — 1)2,
(13)
- для интервала 1 < Q < 1,3 Лэ = 0,25 + 20■($- 1)2, (14)
2
2
2
На рис. 4 представлены зависимости коэффициента кавитации Хэ от расходного параметра Q, построенные для входных ступеней насосов ЦНС 300
и ЦНСШ 300-170.. .720, полученные с учетом формул (12), (13) и по экспериментальным данным,
обобщенным в работах [15, 16, 19].
1,6
1,2
0.8
0.4
г ?' 1
t /
К /
6 2 \а !
/ / / // м /
у //; ■V /
а • / // / /
3 / / ы
/ v } ** / t
0.8
0,9
1,0 1,1
1,2
Рис. 4. Зависимостькоэффициента начала кавитации Хэ от расходного параметра режима работы насосов Q
1 - ЦНС300-360 (после капитального ремонта); 2 - ЦНС 300-600 (наработка около 1300 ч); 3 - ЦНСШ300-720 (после ремонта); 4 - расчет по формуле [26]
После оценки коэффициента Хэ определяется кавитационный запас АИкр, соответствующий началу кавитации на входной кромке лопасти для точки х (рис. 3, б), в которой меридианную составляющую скорости потока Рт1 = к3р1 принимаем с учетом поправки к
1 vml Л
АКп = Л. ^^
'кР
+ ,
2 д V 2 д
(15)
В рамках работ по обследованию технического состояния мощных насосных установок [24] были выполнены инструментальные
измерения фактических напорных
характеристик насосов, периодически работающих в кавитационных режимах, а также уровня их гидродинамического шума и вибрации на полосе частот от 20 до 2500 Гц.
Результаты измерений
представлены в работах [15, 18] и на рис. 5.
Установлено, что первые признаки начала кавитационного течения в насосах серии ЦНС 300 и ЦНСШ 300 наиболее полно идентифицируются на входной ступени по заметному росту уровня виброскорости на полосе частот от 1250 до 2000 Гц.
2
Рис. 5. Зависимость кавитационного запаса насосовот расходногопараметра Q
1, 2, 3 -фактические значения соответственно длянасосов ЦНС 300-600 (после капитального ремонта);2 - ЦНС 300-600 (наработка 1850 ч); ЦНСШ 300-720 (наработка 4400 ч); 4, 5 - соответственно, заводские (паспортные) характеристикикавитационного запаса насосов ЦНС 300 и ЦНСШ 300; 6, 7 - расчетные значения, соответственно для насосовЦНС 300 и ЦНСШ 300, рассчитанные по формуле (15)
Спроектированный насос на стадии модельного расчета и стендовых испытаний натурного образца необходимо оценивать следующими кавитационными и энергетическими критериями качества:
кавитационным
запасом
критическом режиме А^р, при котором напор насоса в результате кавитации снижается на 3%, и допускаемым кавитационным запасом
А^ОЙ=(1,2...1,3) -А^р;
- кавитационным коэффициентом быстроходности Скр при измеренном или расчетном значении А^р и Аhдоп;
- коэффициентом полезного действия Ппр для режима на правой границе рабочей части напорной характеристики.
С помощью зависимости (1) и выражения
h = h
,1г.всмах г.вс.кр
2
Ра-Рн.п vex
РЗ
.-ИВ* - h (16)
2g ,lnom>\1KJJ
можно установить связь между критической (индекс - «кр») и допустимой (индекс - «доп») величинами кавитационного запаса
лт^ _ Ра Рн.п _ 7 _ 7
^hKf hnom hг.вс.кр
РЗ
лт^ _ Ра Рн.п _ 7 _ 7
^ ' доп h?
РЗ
1пот г.вс.кр
(17)
(18)
критическим и допустимым значением геометрической высоты всасывания
Ра Рн.п _ л! _ 7 _ vex / ! q\
г.вс.кр пП "hKp h^m 2g
h
hг.вс.доn
РЗ Ра-Pu
пп - ^доп. -Кот - ТХ'(20) РЗ 23
в
2
и кавитационным коэффициентом быстроходности, соответственно для критического режима, при котором напор насоса снижается на 3% и для режима, где фиксируется возникновение кавитации
С
кр(3%)
= 5,62 ■ п—^
/оН
Ah
75
кр(3%)
С — ^ А? п /^НН
СдоП = 5,62 ■ '*• ,, 0,75
ähöan
(21)
(22)
Коэффициент полезного действия Щп для режима на правой границе
рабочего диапазона напорной характеристики насоса удобно оценивать по эмпирической формуле А.С. Шапиро [4], с учетом поправки ks.
Пп =
l-exp[-2,86(QH/n0,2)] fcs[14/(ns-3) + 0,91 + 0,00054(ns-3)]
(23)
Для секционных насосов серии ЦНС и их конструктивных аналогов &=1,03...1,05.
В табл. 1 указаны
зафиксированные значения
кавитационных параметров серийных и опытных ЦСН.
Таблица 1
Зафиксированные значения кавитационных параметров серийных и опытных
ЦСН
Тип насоса Коэффициенты Нои Ьк уравнения АИдоп= Но +Ьк Q2 АНкр = 0,85(Но +bKQ2) Кавитационный запас А^р.о(м) Кавитационный Коэффициент быстроходности hг. вс. кр
ho Ьк Ah^ Ahöan Скр Сдоп
ЦНСК 300-120...600 2,59 2,29-10-5 3,5 4,6 820 720 4,1
ЦНС 300-120...600 2,55 1,66-10"5 3,4 4,1 910 820 4,4
ЦНСШ 300- 2,28 1,38-10-5 2,9 3,5 1075 920 5,4
140.800
ЦНС 500-160.880 3,02 8,76-10-6 3,9 5,1 1010 890 5,1
ЦНС 850-240.960 4,11 6,08-10-6 6,5 8,5 980 805 4,2
ЦНС 400 УН (с
номинальной
подачей Qн =400 м3/ч 2,34 8,02-10-6 2,8 3,7 1060 920 5,2
и напором на ступень Нн= 91 м)
ЦНС 400 УЬ (с
номинальной
подачей Qн =500 м3/ч 2,34 7,88-10-6 3,5 4,3 1000 900 5,3
и напором на ступень Нн= 90 м)
ЦНС 300 МП 2,31 1,42-10-5 2,9 3,5 1140 1040 5,5
Сопоставление этих данных показывает, что основное условие по обеспечению бескавитационной работы насоса Иг.вс.кр> 4,5 м, заданное в нормативах на проектирование насосных
установок с положительной высотой всасывания (с разрежением),на трех из пяти типах серийных машин не выполнятся. У насосов, обладающих повышенными значениями
допускаемого кавитационного запаса АИдоп и недостаточной всасывающей способностью Сдоп (ЦНСК 300-120.. .600, ЦНС 300-120.600, ЦНС 850-240.960 -выделены курсивом),указанное
ограничение относится не только к изношенным насосам, но и к насосным агрегатам с малой наработкой.
При эксплуатации насосов указанного типа (и других аналогов серии ЦНС, ЦНСШ, НСШ и др.) в более сложных условиях по составу перекачиваемой воды (содержание взвешенных минеральных примесей, показатель РН, минерализация, наличие растворенного воздуха и агрессивных газов) и по температуре, кавитация может проявляться при еще более низких значениях Иг.вс.кр и АИкр [18, 24].
Также необходимо учитывать снижение кавитационной
характеристики насоса в процессе эксплуатации из-за изнашивания щелевых уплотнений рабочих колес. Для практической оценки можно принимать пропорциональной величину снижения допустимой высоты всасывания и уменьшения напора насоса [25].
Обобщая результаты исследований и разработок унифицированного ряда ЦСН [8, 15, 18, 27], данные экспериментальных и теоретических работ других авторов [1-26], рассмотрим потенциальные резервы повышения антикавитационных качеств
центробежных насосов, работающих с разрежением и подпором на всасывающей линии.
Выводы
1. Применение рабочих колес с увеличенной площадью входа. Параметр С, определяющий всасывающую способность лопастного насоса, зависит от конструктивного типа и формы
рабочего колеса. Высокую
всасывающую способность имеют центробежные рабочие колеса с большой площадью входа на лопасть и с «перерасширенной» входной
горловиной. Примерами секционных насосов с «перерасширенными» рабочими колесами входной ступени являются новые насосы модельного ряда ЦНС 400 УН, ЦНС 400 УЪ и модернизированные насосы ЦНС 300 МП, кавитационные параметры которых приведены в таблице 2. На режиме начала срыва кавитационный
коэффициент быстроходности Скру этих типов насосов может достигать значений 1000.1140.
2. Использование лопастей пространственной формы. Лопасти рабочих колес входных ступеней ЦСН могут иметь цилиндрическую или пространственную форму. Придание пространственной формы лопасти на входе улучшает гидравлические и антикавитационные качества рабочего колеса. При равных размерах рабочие колеса с лопастями пространственного профиля имеют КПД на 4-6% и параметр Скр на 100-160 единиц выше, чем колеса цилиндрической формы.
3. Продление длины входных кромок. Пространственный профиль лопасти наряду с продлением длины входных кромок лопастей до среза горловины обеспечивает наибольшее увеличение всасывающей способности. У рабочих колес такой конструкции (например, отмеченные насосы ЦНС 400 УЪ и ЦНС 300 МП) достигнут кавитационный коэффициент быстроходности Скр>1100.
4. Управление структурой потока на входе. Для входных рабочих колес необходимо выбирать положительный угол атаки а.1= 1...3° и профилировать лопасть с постоянным углом установки на входном участке. Следует применять
лопасти с кромками эллиптической формы или с кромками в виде одностороннего клина. Это способствует плавному повышению давления на начальном участке лопасти,
уменьшению пика разряжения и препятствует образованию
кавитационной эрозии около втулки колеса.
5. Применение стойких к кавитационной эрозии материалов. Опыт эксплуатации высоконапорных ЦСН, работающих с разрежением на всасывающей линии, показал, что для первых ступеней наиболее оправдано использование износостойких сплавов 30Х10Г10, 12Х18Н10Т, 20Х13.
6. Применение двухпоточной входной ступени. Поскольку кавитационный запас АИкр существенно зависит от подачи Q входной ступени насоса, повысить всасывающую способность ЦСН можно за счет разделения в общей камере всасывания потока на две равные части. Благодаря этому насосы с колесами двухстороннего всасывания (в данном случае с двумя рабочими колесами, обращенными всасывающими
Список литературы
1. Попов, В.М. Рудничные водоотливные установки / В.М. Попов. -2-е изд., перераб. и доп. - Москва: Недра, - 1983. - 304 с.
2. Жумаков, И.М. Насосы, вентиляторы и компрессоры / И.М. Жумаков - Москва: Углеиздат. -1958. - 598 с.
3. Гейер, В.Г. Шахтные водоотливные установки / В.Г. Гейер. -Москва: Углеиздат, 1948. - 250 с.
4. Паламарчук, Н.В. Шахтные и рудничные насосы: Справочное пособие / Н.В. Паламарчук. - Донецк: Изд-во ООО «Научный центр горных машин»,
горловинами навстречу одно к другому) обладают существенно лучшими кавитационными характеристиками по сравнению со стандартными колёсами при одинаковых значениях напора, подачи и частоты вращения вала. Оценка показывает, что для конструктивной схемы насоса ЦНС 400 УН с двухпоточной входной ступенью для номинального режима возможно увеличение параметра Ск р до 1150.
7. Дополнение конструкции ЦСН подпорным насосом - струйным эжектором. Установка на входе в насос струйного насоса повышает давление и обеспечивает бескавитационную работу агрегата. На кафедре «Подвижной состав железных дорог» Донецкого института железнодорожного транспорта
разработаны компактные и экономичные эжектирующие устройства с круглыми соплами и кольцевыми соплами Коанда для насосных установок систем охлаждения тепловозных дизелей. Расчетный напор эжектора небольшой (около 2 м), но достаточный для исключения парообразования и кавитации в водяном насосе.
References
1. Popov, V.M. Mine drainage installations / V.M. Popov. -2nd ed., reprint. and additional. - Moscow: Nedra, - 1983. -304 p.
2. Zhumakov, I.M. Pumps, fans and compressors / I.M. Zhumakov. - Moscow: Ugolgizdat, 1958. - 598 p.
3. Geyer, V.G. Mine drainage installations / V.G.Geyer. - Moscow: Ugolgizdat, 1948. - 250 p.
4. Palamarchuk, N.V. Mine and mine pumps: A reference manual / N.V. Palamarchuk. - Donetsk: Publishing house of Scientific Center of Mining
2008. - 564 с. - ISSN 1993-5579.
5. Паламарчук, Н.В. Главные резервы экономии электроэнергии при эксплуатации шахтных водоотливных установок / Паламарчук Н.В. // Уголь Украины. - 2001. -№ 7. - С. 21-25.- ISSN 2218-5194.
6. Паламарчук, Н.В. Причины отказов шахтных насосов и базовые причины повышения их надежности / Н.В. Паламарчук // Уголь Украины. -1994. - № 7. - С. 23-30. - DOI 10.30686/1609-9192-2024-2-143-146.
7. Деньгин, А.П. Усовершенствование мощных многоступенчатых насосов для глубоких
и обводненных шахт: автореф.....дис.
канд. техн. наук. - Днепропетровск. Национальная горная академия. - 1999. -21 с.
8. Паламарчук, Н.В.
Характеристики насосов, работающих с избыточным давлением на входе / Н.В. Паламарчук, А.П. Деньгин, Е.М. Моисеев // Уголь Украины. - 2011. -№ 11. - С. 43-51. - ISSN 2077-1738.
9. Долганов, А.В. Повышение эффективности эксплуатации водоотливных установок медноколчеданных рудников: автореф. дис ... канд. техн. наук. Екатеринбург, -2011. - 18 с.
10. Попов, В.М. Водоотливные установки: справ. пособие / В.М. Попов. - Москва: Недра, 1990. - 254 с. - ISBN 5247-00511-2.
11. Мамедов, А.Ш. Разработка и обоснование мероприятий по повышению энергоэффективности комплексов шахтного водоотлива: автореф. ... дис. канд. техн. наук. -Екатеринбург, УГГУ, 2004. - 20 с.
12. Зарипов, А.Х. Повышение эффективности рудничных
стационарных установок: автореф.....дис.
канд. техн. наук. - Екатеринбург, УГГУ,
Machines LLC, 2008. - 564 p. - ISSN 1993-5579.
5. Palamarchuk, N.V. The main reserves of saving electricity during the operation of mine drainage installations / N.V. Palamarchuk // Coal of Ukraine. -2001. - № 7. - Pp. 21-25. - ISSN 22185194.
6. Palamarchuk, N.V. The causes of mine pump failures and the basic reasons for increasing their reliability / N.V. Palamarchuk // Coal of Ukraine. -1994. - № 7. - Pp. 23-30. - DOI 10.30686/1609-9192-2024-2-143-146.
7. Dengin, A.P. Improvement of powerful multistage pumps for deep and flooded mines: abstract of the dissertation of the Candidate of Technical Sciences. -Dnepropetrovsk. National Mining Academy. - 1999. - 21 p.
8. Palamarchuk, N.V.
Characteristics of pumps operating with excessive inlet pressure / N.V. Palamarchuk, A.P. Dengin, E.M. Moiseev // Coal of Ukraine. - 2011. - № 11. - Pp. 4351. - ISSN 2077-1738.
9. Dolganov, A.V. Improving the efficiency of operation of drainage installations of copper-miner mines: abstract. dis ... Candidate of technical Sciences. Yekaterinburg, 2011. - 18 p.
10.Popov, V.M. Drainage installations: reference. manual / V.M. Popov. - Moscow: Nedra, 1990. -254 p. - ISBN 5-247-00511-2.
11. Mammadov, A.S. Development and justification of measures to improve the energy efficiency of mine drainage complexes: abstract of the dissertation of the Candidate of Technical Sciences. -Yekaterinburg, UGGU, 2004. - 20 p.
12. Zaripov, A.H. Improving the efficiency of mine stationary installations: abstract.....dissertation of the Candidate of
2011. - 19 с.
13. Горелкин, И.М. Разработка и обоснование способов повышения энергоэффективности насосного оборудования комплексов шахтного
водоотлива: автореф.....дис. канд. техн.
наук. Нац. минерально-сырьевой ун-т «Горный». - Санкт-Петербург, 2014. -20 с.
14. Паламарчук, Т.Н. Сравнение показателей энергоэффективности и долговечности высоконапорных центробежных насосов, работающих на всасывающей линии с разрежением и избыточным давлением / Т.Н. Паламарчук // XVII республиканская науч. Конференция в рамках 7-го междунар. форума «Проблемы развития транспортных систем». - Донецк, 2020.
15. Паламарчук, Т.Н. Кавитационные режимы шахтных насосов при положительной и отрицательной высоте всасывания/ Т.Н. Паламарчук // Сб. научн. трудов «Известия Тульского государственного университета. Науки о Земле». - Вып. 4. -Тула: Изд-во ТулГУ, 2017. - С. 99-110. -ISSN 2218-5194.
16. Федосеев, С.Ю. Расчет критических кавитационных запасов центробежных насосов / С.Ю. Федосеев, С.Ф. Тимушев, А.В. Кузнецов, С.С. Панаиотти // Эл. журнал «Труды МАИ». - 2013. - Вып. 71. - С. 1-23. -ISSN 1727-6942.
17. Паламарчук, Т.Н. Разработка и расчет параметров нового центробежного насоса с двухпоточной входной ступенью / Т.Н. Паламарчук, М.П. Кирияк // XV ежегодн. республиканская науч. Конференция в рамках 4-го междунар. форума «Проблемы развития транспортных систем: техника, технологии,
Technical Sciences. - Yekaterinburg, UGGU, 2011. - 19 p.
13. Gorelkin, I.M. Development and justification of ways to increase the energy efficiency of pumping equipment of mine drainage complexes: Abstract of the dissertation of the Candidate of Technical Sciences. National mineral resource University «Gorny». - Saint Petersburg, 2014. - 20 p.
14. Palamarchuk, T.N. Comparison of energy efficiency and durability of high-pressure centrifugal pumps operating on a vacuum and overpressure suction line / T.N. Palamarchuk // XVII Republican Scientific Conference within the framework of the 7th International Forum «Problems of development of transport systems». -Donetsk, 2020.
15. Palamarchuk, T.N. Cavitation modes of shaft pumps at positive and negative suction heights/ T.N.Palamarchuk // Collection of scientific papers «Proceedings of Tula State University. Earth Sciences». - Issue 4. - Tula: TulSU Publishing House, 2017. - Pp. 99-110. -ISSN 2218-5194.
16. Fedoseev, S.Y., Calculation of critical cavitation reserves of centrifugal pumps. / S.Y. Fedoseev, S.F. Timushev, A.V. Kuznetsov, S.S. Panaiotti // Electronic journal «Proceedings of MAI». - 2013. -Issue 71. - Pp. 1-23. -ISSN 1727-6942.
17. Palamarchuk, T.N.
Development and calculation of parameters of a new centrifugal pump with a two-flow inlet stage / T.N.Palamarchuk, M.P.Kiriak //XV annual. Republican Scientific conference within the framework of the 4th International Forum «Problems of development of transport systems: engineering, technology, economics»: collection of documents. DonNTU,
экономика»: сб. докл. ДонНТУ, ДОНЖИТ. - 2018. - С. 104-116.
18. Паламарчук, Т.Н. Обоснование бескавитационных режимных параметров насосного оборудования водоотливных комплексов
угольных шахт: автореф.....дис. канд.
техн. наук. ФГБОУ ВО Тульский государственный ун-т. - Тула, 2019. -20 с. - ISSN 2218-5194
19. Иваницкий, Г.К. Аналитическое исследование кавитации в рабочем колесе центробежных насосов / Г.К. Иваницкий, А.Е. Недбайло // Промышленная теплотехника. - 2012. -т. 34. - № 2. - С. 40-47. - ISSN 2073-8730.
20. Timouchev, S. Validation of numerical procedure for assessment of centrifugal pump cavitation erosion // Proceedings XXV International Pump Users Symposium. - 2009. - Texas. - Рр. 39-48. -DOI 10.21423/R1J957.
21. Пирсол, И. Возникновение кавитации в насосах / И. Пирсол // Теор. основы инж. расчетов. - 1982. - № 1. -С. 154-161. - ISBN 978-5-458-32106-8.
22. Панаиотти, С.С. Основы расчета и автоматизированное проектирование лопастных насосов с высокой всасывающей способностью: Учебное пособие / С.С. Панаиотти. -Москва: Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2000. - 48 с. - ISBN 57038-1631-9.
23. Панаиотти, С.С.
Автоматизированное проектирование одноступенчатого центробежного насоса: Учебное пособие / С.С. Панаиотти. -МГТУ им. Н.Э. Баумана, Калужский филиал. - Калуга, 2012. - 46 с.
24. Паламарчук, Т.Н.
Обеспечение бескавитационной работы центробежных секционных насосов с положительной и отрицательной высотой всасывания / Т.Н.Паламарчук // IV междунар. науч.-практич. конференция «Научно-технические аспекты
DONZHIT - Donetsk, 2018. - pp. 104-116.
18. Palamarchuk, T.N.
Substantiation of cavitation-free regime parameters of pumping equipment of drainage complexes of coal mines: abstract of the dissertation of the Candidate of Technical Sciences. Tula State University.Tula, 2019. - 20 p. - ISSN 22185194
19. Ivanitsky, G.K. Analytical study of cavitation in the impeller of centrifugal pumps / G.K. Ivanitsky, A.E. Nedbaylo // Industrial Heat Engineering. - 2012. -vol. 34. - № 2. - Pp. 40-47. - ISSN 20738730.
20. Timouchev, S. Validation of numerical procedure for assessment of centrifugal pump cavitation erosion // Proceedings XXV International Pump Users Symposium. - 2009. - Texas. - Pp. 39-48. -DOI 10.21423/R1J957
21. Pirsol, I. Occurrence of cavitation in pumps / I. Pirsol // The theory. fundamentals of engineering calculations. -1982. - № 1. - Pp. 154-161. - ISBN 978-5458-32106-8.
22. Panaiotti, S.S. Fundamentals of calculation and computer-aided design of vane pumps with high suction capacity: Textbook / S.S. Panaiotti. - Moscow: Publishing House of Bauman Moscow State Technical University, 2000. - 48 p. -ISBN 5-7038-1631-9.
23. Panaiotti, S.S. Computer-aided design of a single-stage centrifugal pump: Textbook / S.S. Panaiotti. - Bauman Moscow State Technical University, Kaluga branch. - Kaluga, 2012. - 46 p.
24. Palamarchuk, T.N. Ensuring cavitation-free operation of centrifugal sectional pumps with positive and negative suction heights / T.N. Palamarchuk // IV International scientific and practical conference «Scientific and technical aspects of the integrated development of industry
комплексного развития промышленности и транспорта» в рамках IV междунар. науч. форума, секция
«Ресурсосбережение»: сб. докл. ДонНТУ.
- Донецк, 2018 - С. 46-48. - ISSN 24157066.
25. Адам, О.В. Изменение всасывающей способности шахтных насосов в процессе эксплуатации / О.В. Адам // Шахтные турбомашины. Сб. научн. тр. ВНИИГМ им. М.М. Федорова.
- Донецк. - 1973. - Вып. 33. - С. 42-47. -ISSN 0041-5790.
2 6. Кузнецов, А.В.
Автоматизированное проектирование многоступенчатого центробежного
насоса: Учебное пособие/ А.В. Кузнецов, С.С. Панаиотти, А.И. Савельев. - Калуга, 2013. - 170 с.
27. Лахин, А.М. Принципы и схемы построения унифицированного типоразмерного ряда центробежных насосов блочно-модульной конструкции с расширенной экономичной и бескавитационной рабочей зоной / А.М. Лахин, Т.Н. Паламарчук // Сборник научных трудов Донецкого института железнодорожного транспорта. - 2019. -№ 55. - С. 70-78. - ISSN 1993-5579.
Аннотации:
Рассмотрены потенциальные резервы повышения антикавитационных качеств центробежных насосов. Наибольший эффект достигается при использовании рабочих колес с увеличенной площадью входной горловины, применении лопастей пространственной формы с удлиненными кромками, управлении структурой потока, применении для лопастей колес стойких к кавитационной эрозии сплавов, применении двухпоточной входной ступени с двумя рабочими колесами, обращенными
всасывающими отверстиями навстречу одно к другому. Перспективными являются работы по созданию подпорных эжектирующих устройств, привязанных к гидравлическому тракту насоса.
Ключевые слова: центробежный секционный насос, всасывающая способность,
and transport» within the framework of the IV International Scientific Forum, section «Resource conservation»: collection of documents. DonNTU, Donetsk. - 2018-Pp. 46-48. - ISSN 2415-7066.
25. Adam, O.V. Changes in the suction capacity of mine pumps during operation / O.V. Adam // Mine turbomachines. Collection of scientific tr. VNIIGM named after M M. Fedorov. -Donetsk. - 1973. - Issue 33. - Pp.42-47. -ISSN 0041-5790.
26. Kuznetsov, A.V. Automated design of a multistage centrifugal pump: Textbook / A.V. Kuznetsov, S.S. Panaiotti, A.I. Savelyev. - Kaluga, 2013. - 170 p.
27. Lakhin, A.M. Principles and schemes for building a unified standard-sized series of centrifugal pumps of block-modular design with an expanded economical and cavitation-free working area / A.M. Lakhin, T.N. Palamarchuk // Collection of scientific papers of the Donetsk Institute of Railway Transport. -2019. - № 55. - Pp. 70-78. - ISSN 19935579.
кавитация, кавитационная эрозия,
кавитационный запас, коэффициент полезного действия, напор, подача
The potential reserves for improving the anti-cavitation qualities of centrifugal pumps are considered. The greatest effect is achieved when using impellers with an increased inlet neck area, using spatially shaped blades with elongated edges, controlling the flow structure, using alloys resistant to cavitation erosion for wheel blades, using a two-flow inlet stage with two impellers facing suction holes towards one another. Work on the creation of retaining ejecting devices tied to the hydraulic path of the pump is promising.
Keywords: centrifugal sectional pump, suction capacity, cavitation, cavitation erosion, cavitation reserve, efficiency, pressure, flow.
Сведения об авторах
Паламарчук Татьяна Николаевна
Федеральное государственное
бюджетное образовательное
учреждение высшего образования «Донецкий институт железнодорожного транспорта» (ДОНИЖТ), кафедра «Подвижной состав железных дорог»,
кандидат технических наук, доцент e-mail: [email protected]
Information about the authors
Palamarchuk Tatiana Nikolaevna
Federal State-Funded Educational Institution of Higher Education «Donetsk Railway Transport Institute» (DRTI), Department «Rolling Stock of Railways», Candidate of Technical Sciences, Associate Professor e-mail: [email protected]
Крутоус Никита Сергеевич
Федеральное государственное
бюджетное образовательное
учреждение высшего образования «Донецкий институт железнодорожного транспорта» (ДОНИЖТ), кафедра «Подвижной состав железных дорог», ассистент
e-mail: [email protected]
Krutous Nikita Sergeevich
Federal State-Funded Educational Institution of Higher Education «Donetsk Railway Transport Institute» (DRTI), Department «Rolling stock of railways», assistant
e-mail: [email protected]
